全身振動曝露低減のための港湾フォークリフトの評価 - J

55
産業衛生学雑誌
産衛誌 2005; 47: 55–66
全身振動曝露低減のための港湾フォークリフトの評価
辻村裕次，垰田和史，西山勝夫
滋賀医科大学予防医学講座
抄録：全身振動曝露低減のための港湾フォークリフトの
診 5），運転作業環境の人間工学的評価 6）を実施し，腰
評価：辻村裕次ほか．滋賀医科大学予防医学講座―全身
痛発症要因を明確にして対策を提言した．これらの研究
振動曝露に起因すると考えられた腰痛が日本の港湾フォ
は，その後の追跡調査により，車両の改善と腰痛の減少
ークリフト運転労働者に多発していたことをこれまでに
7）
に重要な役割を果たしたことが認められた．このよう
報告した．全身振動曝露低減のために，実際に港湾で使
な経緯の中で，1994 年には阪神地区港湾におけるフォ
われていた，1982 年から 2000 年にわたる製造年式のフ
ークリフト運転手に，全身振動曝露によると考えられた
ォークリフトに対して，欧州標準化委員会が産業車両に
腰痛が発生しており，全身振動との関連および腰痛対策
おける全身振動評価方法として定めた規格を応用した走
の検討が全日本港湾労働組合（全港湾労組）から要請さ
行試験により，全身振動の測定と車両の評価を行い，座
れた．フォークリフト運転手の腰痛に関しては，国内外
席の振動減衰能を主とする様々な全身振動に関する要因
とも従来から問題が指摘されていた 8–14）が，日本では
を検討した．その結果，（1）座席は鉛直方向振動を減衰
1970 年代半ば以降，これに関する研究は報告されてい
していない，（2）フォークリフトはその座席を含めて，
なかった．そこで我々は，阪神地区の全港湾労組に所属
全身振動減衰に関して改良されているとはいえない，
（3）
するフォークリフト運転労働者の腰痛とそれに関連する
座席サスペンションの運転者体重への調節機能不全の車
人間工学的要因を調査した．その結果，腰痛有訴率は腰
両が修理されないまま作業に用いられており，また実際
痛が大きな問題となっていた時の海上コンテナトラクタ
の作業中には調節が不可能な調節方式が採用されてい
ー運転手と同程度に高率であったことや，全身振動との
る，（4）健康影響の大きい周波数域において，座席は鉛
関連が明らかとなった 15）．
直方向振動を減衰していない，ことが明らかになった．
フォークリフト運転手の腰痛は，床や座席から曝露さ
フォークリフト運転者の全身振動曝露低減による腰痛予
れる全身振動の他に，運転時の不良姿勢も発症危険因子
防のため，フォークリフト，特にその座席は早急に改善
であることが認められている
されるべきであると結論付けられる．
して視界確保に関連して，前方に大きな荷物を積載した
13，16）
．不良姿勢は，主と
時の前屈・側屈や後進運転時の体幹捻転といった形で現
（産衛誌 2005; 47: 55–66）
れる．体幹捻転に関して我々は，座席の回転機能を有す
キーワード： Forklift truck, Industrial truck, Low back
るフォークリフトに後方視認時の身体負担軽減効果があ
pain, Whole-body vibration, Ergonomics, European
ることを認め
Standard
ォークリフトの商品化に寄与した
─────────────────────────
席や操作機器（ハンドル，レバー等）が運転者に対する
17）
，同報告は人間工学的に一歩進んだフ
18）
．また腰痛は，座
人間工学的考慮に欠けていたことと密接に関係している
Ⅰ．緒言
ことが，運転手のフォークリフトや作業環境に対する評
我々はこれまでに，いくつかの分野における運転労働
価についての腰痛有無別での分析により，明らかになっ
．阪神地区港湾
ている 15）．一方，全身振動曝露については，それが腰
における海上コンテナトラクター運転手の腰痛問題の多
痛発症の危険因子であることが多くの疫学研究やバイオ
者の健康問題解決に取り組んできた
1–3）
4）
発に対しては，運転者への曝露全身振動測定，腰痛検
メカニクスに基づいた研究により認められ
19–22）
，海外
においては，フォークリフトに対し最大積載（定格）荷
2004 年 8 月 9 日受付； 2004 年 11 月 26 日受理
連絡先：辻村裕次〒 520–2192 大津市瀬田月輪町
滋賀医科大学予防医学講座
（e-mail ： hiroty@belle.shiga-med.ac.jp）
重で類別しての全身振動測定調査
14，23）
や，フォークリ
フトの曝露全身振動レベルは幾種類もの車両の中で最も
大きい部類に属すること
16）
が報告されている．しかし，
使用されるフォークリフトがほとんど日本製であり，走
産衛誌 47 巻，2005
56
Fig. 1.
Artificial test track for a forklift truck as defined category III by prEN 13059.
行面などの作業環境も異なる日本において，全身振動測
ために，2.5 ton 車においては，1994 年以前製造のもの
定は報告されていなかった．そのため，我々が予備的に
を「旧群」，1997 年以降に製造されたものを「新群」と
フォークリフトの全身振動を測定したところ，全身振動
定義し分類した．各製造会社別，原動機型式別に新旧群
曝露量が運転者の健康へ悪影響を及ぼすような大きさと
ごとの標本サイズが，少なくとも 3 台になるように計画
時間であったことや，フォークリフト作業のいくつかの
した．
場面において，鉛直だけでなく前後の方向にも顕著な全
身振動曝露が存在したことを認めた
15）
．以上より，日
本におけるフォークリフト運転手の腰痛予防のために，
全身振動の測定とそれに基づく全身振動曝露低減の系統
的な取り組みが必要であると考えられる．
2．試験方法
1）試験走行路
試験走行路は prEN 13059
26）
に従って設けた．すな
わち，対象車両が所属する事業場あるいはその近隣地域
他方，欧州では産業車両の全身振動低減のための研究
で，アスファルトまたはコンクリート材質のできるだけ
が系統的に行われており，欧州標準化委員会は，産業車
平坦な面をもち，かつ 25 m の振動値算出区間の前後に
両の安全性評価法の 1 つとして，鉛直方向全身振動測定
加速や減速のための十分な長さをもつ場所を確保した．
24–27）
を策定した．これ
そこに，幅 15 cm，高さ 8 mm，フォークリフトの全幅
は，この規格の対象となっている産業車両を用いた欧州
より十分長い 2 枚の鉄板を所定の位置に固定した試験走
での作業中の全身振動測定データを基にして，車種別に
行路を設けた（図 1 参照）．
試験走行路等の条件を規定することにより，試験値が実
2）積み荷
のための試験方法を定めた規格
作業時振動値の代表性を満たすようにも検討されていた
もの
28）
である．
26）
に従って定めた．す
なわち，定格荷重の 50 ％∼ 60 ％の重量の積み荷を用意
本研究では，わが国におけるフォークリフト運転手の
全身振動曝露の低減策を検討するために，prEN
13059
積み荷の重量は prEN 13059
26）
を応用した試験方法により，全身振動を測定
した．
3）振動検出器の設置
振動検出器の設置は prEN 13059
26）
に従って行った．
し，車両の特徴との関連，特に新しい車両と古い車両の
すなわち，座席用全身振動検出器については，座面上の，
間の全身振動および座席の振動伝達特性を比較し，フォ
検出器中心が運転者の左右坐骨結節間のほぼ中央にあた
ークリフトの改善が進んでいるかどうかを検討した．
るような位置に，テープを用いて固定した．座席取り付
け基部振動用検出器については，座席取り付け基部上の，
Ⅱ．対象と方法
座席中央から車両左右方向に離れたできるだけ中央に近
1．試験車両
い位置に固着した．
阪神地区港湾で全港湾労組所属の運転手が実際に使用
しているフォークリフト 250 台を対象とした．機種につ
15）
4）測定装置
本測定調査には，検知部，信号処理部，記録部から構
で，最多の定格荷重であった
成される測定装置を用いた．座面振動加速度については
2.5 ton または 3.0 ton，製造会社別車両台数で上位 4 社で
直交 3 方向座席用振動検出器（Brüel & Kjær, Type
あった TCM，トヨタ，小松，三菱の車両とし，原動機
4322）を用いて，座席取り付け基部振動加速度について
型式については，ディーゼルエンジンだけでなく 2.5 ton
は直交 3 方向圧電型振動検出器（Brüel & Kjær, Type
車においては電気モーター式も対象とした．これらの車
4326 A）を用いて，検出した．検出された信号は，8 チ
いては，以前の調査
両は prEN 13059
26）
では Category Ⅲに属すると想定さ
ャンネルチャージアンプ（Brüel & Kjær, Type 5974）
れた．標本については，試験可能な日に事業場の協力の
により，増幅，電圧への変換，濾波（0.3 ∼ 1000 Hz）さ
得られる限りできるだけ多数を抽出することとした．
れた後，記録計（TEAC 社製，DR-C2）により，標本
全身振動が経年的に低減しているかどうかを確認する
化周波数 1000 Hz，分解能 16 bit にて A ／ D 変換され，
辻村ほか：フォークリフトの全身振動評価
PC カードに記録された．
57
算術平均と変動係数を 5 回目の走行から順次求め，連続
記録計の電気接点を「入」にした時刻を記録できる機
能を用い，車両が試験走行路の振動値算出区間の開始線
と終了線を通過する時点でその電気接点を「入」にする
走行において初めて変動係数が 15 ％未満となった場合
における各運転者の各測定部の各方向の平均値 awi,k,l
（下式（1））を同走行における測定値とした．
ことにより，車両の通過時刻を記録した．
5）運転者
運転者は prEN 13059
awi,k,l =
26）
に従って選んだ．すなわち，
体重が 50 から 55 kg と 90 から 98 kg の範囲にある 2 人の
1
5
5
∑a
（i=x,
wi,j,k,l
y, z; j=1, 2,…, 5; k=Pan
j=1
or Base; l=Light or Heavy）
（1）
運転者を選び，装身具を含めた体重がそれぞれ 55 kg と
98 kg になるように錘を装着させた．なお，座席単体の
振動伝達率が明らかな場合には，体重が 75 kg の運転者
1 人のみを選ぶこととした．
試験妥当性の条件を満たすことのできなかった車両に
ついてはできるだけ再走行試験を行った．
また，座面と座席取り付け基部の測定値を用いて，以
また，座席サスペンション調節機能のある座席につい
ては，体重に合わせる調節を試み，運転者にはペダル等
を無理なく操作できるように座席位置を調節させた．
6）試験走行
試験走行は prEN 13059 26）に従って上記の条件を満
下の式（2）により座席の個別振動伝達率 τ i,j,l を算出し
た．
τ i,j,l = awi,j,Pan,l /awi,j,Base,l（ i=x, y, z; j=1, 2,… , 5;
l=Light or Heavy）
（2）
たした運転者に行わせた．すなわち，車両暖機と運転者
同一の車両についての体重の異なる 2 人の運転者の座
を試験に慣れさせるため，試験の前に，用意された積み
面の測定値 awi,Pan,l の算術平均値を当該車両の各方向の
荷を積載し，10 分以上走行させ，測定装置を起動後，
全身振動値 awi,Pan（i=x, y, z）とした．座席取り付け基
試験走行（以下，走行）を開始した．運転者は助走路で
部の測定値 awi,Base,l の算術平均値を当該車両の座席取り
フォークリフトを所定速度（10 km/h ± 10 ％）まで加
付け基部振動値 awi,Base（i=x, y, z）とした．また，τ i,j,l
速させ，その速度を維持させて振動値算出区間を走行さ
の走行と運転者についての算術平均値 τ i（i=x, y, z）を
せた．フォークリフトには速度計が装備されていなかっ
当該車両の座席の振動伝達率とした．
たため，計時係が振動値算出区間の走行時間を計測し，
統計的解析については，SPSS for Windows 10.0J の
所定の速度で走行した場合の時間範囲（8.2 ∼ 10.0 秒）
GLM 反復測定分散分析法（以下，反復分散分析），一元
であるかどうかを走行ごとに確認し運転者にも知らせ
配置分散分析法，二元配置分散分析法，t 検定法，χ 2 検
た．それぞれの運転者に所定速度範囲内の走行を連続 8
定法，K-S 検定法を用い，実施した．なお，以下で有意
回以上繰り返させた．
水準は断りのない限り 0.05 とした．
Ⅲ．結果
3．解析
測定・記録した座面振動加速度データについて走行ご
とに，走行速度が所定内であることを確認した上で，
（1）
1．試験車両の属性
2000 年 5 月 15 日から 2001 年 2 月 2 日にかけて走行試
振動値算出区間内のデータを使い，1/3 オクターブ帯域
験を行った．調査の協力が得られた車両は 54 台で，延
ごとの実効値を 0.1 秒ごとに求め，（2）実効値を 1/3 オ
べ測定車両は 64 台であった．連続 8 回以上，所定速度
クターブ帯域ごとに重み付けし，
（3）0.5 Hz から 80 Hz
条件を満たした場合の延べ走行回数は 1,100 回以上であ
までの帯域について 2 乗加算して平方根を取り，0.1 秒
った．測定した車両のうち，試験妥当性の条件を満たし
ごとの周波数加重実効値を求め，
（4）振動値算出区間の
たものは 47 台（2.5 ton 車 37 台（製造年 1982 ∼ 2000）
時間内でパワー平均して，同走行における周波数加重振
と 3.0 ton 車 10 台（製造年 1990 ∼ 1999））であった．そ
動加速度実効値（以下，加重振動実効値）とした．周波
れらの車両の諸元と各方向の全身振動値，座席の振動伝
数加重は，ISO 2631–1:1997
29）
で推奨される振動感覚補
正曲線 Wk（鉛直（z）方向）と Wd（前後（x）方向およ
び左右（y）方向）を使用した．
達率を表 1 に示した．
タイヤについては，前後輪の平均外径が，2.5 ton 車で
465 ∼ 620 mm，3.0 ton 車で 585 ∼ 640 mm であった．
prEN 13059 26）は，連続 5 回から 8 回の走行時の座面
prEN 13059 26）では，通常定格荷重 8.0 ton 以下のフォ
の鉛直方向の周波数加重振動加速度実効値 awz, j,Pan
ークリフトは Category ⅢまたはⅣに含まれるが，試験
（j ：走行通番）の変動係数が 15 ％未満となることを試
車両は，その平均タイヤ径が Category ⅢとⅣの境界値
験妥当性の判断基準としている．そこで，各運転者にお
645 mm より小さかったことより，想定通りすべて
ける awz,j,Pan,l（l ：運転者）について，連続 5 回走行の
Category Ⅲに含まれた．なお，装着されていたタイヤ
産衛誌 47 巻，2005
58
Table 1. Frequency-weighted root-mean-square acceleration (awi,Pan and awi,Base; i=x, y, z), seat transmissibility (τ i) based
on CEN prEN 13059 and other specifications by forklift trucks tested (n=47)
No., man- Year
awz,Pan
ufacture manu(m/s2)
motor＄
factured
awz,Base
τ z&
(m/s2)
awx,Pan
(m/s2)
awx,Base
τ x&
(m/s2)
awy,Pan
2
(m/s )
awy,Base
τ y&
(m/s2)
Tyre † Seat
adjust.‡
2.5-ton
1, M,
2, M,
3, T,
4, M,
5, C,
6, T,
7, T,
8, K,
9, C,
10, T,
11, K,
12, K,
13, C,
14, T,
15, T,
16, T,
17, T,
18, M,
19, K,
20, T,
21, M,
22, T,
23, M,
24, K,
25, K,
26, K,
27, C,
28, C,
29, T,
30, T,
31, C,
32, T,
33, M,
34, K,
35, T,
36, T,
37, M,
D
D%
D%
D%
D%
E%
E%
D%
D%
E%
D%
D%
D%
E
D%
D%
D
D%
D
E
D
D#
D#
D
D#
D#
D#
D#
D#
D#
D#
E#
D#
D#
E#
E#
D#
1982
1987
1989
1989
1990
1990
1990
1990
1991
1991
1991
1991
1992
1993
1993
1994
1994
1994
1995
1996
1996
1997
1997
1997
1997
1997
1998
1998
1998
1998
1999
1999
1999
1999
2000
2000
2000
1.50 ＊＊
1.36
0.92 ＊＊＊
1.41 ＊＊＊
0.88 ＊＊
1.05 ＊＊＊
0.94 ＊
1.27 ＊
1.09
1.46 ＊＊
1.19 ＊＊＊
1.37
1.27 ＊＊
1.74 ＊＊
0.97
1.07 ＊
0.95 ＊＊＊
1.16
1.15 ＊＊＊
1.05 ＊＊＊
1.14 ＊＊＊
1.03
1.03
1.12
0.99
0.88
1.21
1.00 ＊
1.11
1.28
0.89 ＊＊＊
1.44 ＊＊
1.01 ＊＊＊
1.25 ＊＊
1.04 ＊＊＊
1.05 ＊＊
0.89
1.27
1.08
1.17
1.30
0.76
1.22
0.85
1.08
1.15
1.34
0.83
0.88
1.65
1.46
1.07
1.01
1.03
1.12
0.91
1.47
1.27
1.02
0.90
0.88
1.28
1.21
0.92
0.87
0.97
1.23
0.62
1.84
0.85
1.11
1.85
1.48
1.48
1.19 L
1.25 L
0.78
1.09 H
1.15 H
0.86 L
1.08 L
1.17 H
0.95 L
1.09 H
1.43 L
1.55
0.78
1.20 L
0.90 L
1.06 L
0.92 L
1.04 H
1.26 L
0.72 L
0.91 H
1.00 L
1.15 L
1.29 H
0.78 L
0.72 L
1.32 L
1.16 H
1.14
1.05
1.45 H
0.78
1.18 H
1.13 H
0.57
0.71
0.61 H
0.31 ＊＊＊
0.21 ＊＊
0.29 ＊＊＊
0.20 ＊＊
0.34
0.51
0.28 ＊＊＊
0.35
0.29 ＊＊
0.29 ＊
0.30
0.27
0.35 ＊＊＊
0.41 ＊＊
0.33
0.27
0.30 ＊＊
0.28
0.28 ＊＊
0.37 ＊
0.21 ＊
0.28 ＊＊＊
0.23 ＊
0.28
0.37
0.27
0.27 ＊＊＊
0.29
0.27 ＊＊
0.26
0.25 ＊＊＊
0.31 ＊
0.27
0.33
0.38 ＊＊＊
0.35 ＊
0.31 ＊＊＊
0.28
0.20
0.22
0.22
0.25
0.37
0.21
0.21
0.37
0.25
0.20
0.21
0.26
0.23
0.23
0.25
0.16
0.23
0.22
0.31
0.18
0.24
0.18
0.14
0.26
0.22
0.23
0.26
0.25
0.24
0.21
0.29
0.23
0.19
0.31
0.30
0.25
1.26 L
1.01
1.35 H
0.88 L
1.38 L
1.38
1.36 L
1.65 L
0.94
1.13 H
1.49
1.34 H
1.37 L
1.82 L
1.41
1.08 L
1.91 L
1.23
1.32 L
1.20 L
1.22 L
1.21 H
1.28 H
1.85 L
1.41 H
1.24 L
1.18
1.13 L
1.09
1.07
1.17 L
1.08 L
1.17
1.73 H
1.23 L
1.17
1.23 L
0.25 ＊＊＊
0.11 ＊
0.14
0.16 ＊
0.17
0.29
0.12 ＊
0.27 ＊
0.19 ＊＊
0.17
0.11
0.12
0.22 ＊
0.25
0.25
0.18
0.19
0.13
0.26 ＊
0.22
0.16
0.18
0.15 ＊＊＊
0.12
0.19
0.17
0.18
0.19 ＊＊＊
0.13
0.28 ＊＊＊
0.12 ＊＊
0.17 ＊＊
0.10
0.12 ＊＊
0.16
0.16
0.17
0.29
0.16
0.18
0.20
0.21
0.33
0.16
0.32
0.23
0.21
0.15
0.16
0.26
0.29
0.29
0.22
0.23
0.17
0.30
0.26
0.20
0.22
0.19
0.16
0.23
0.21
0.22
0.23
0.17
0.32
0.16
0.21
0.15
0.16
0.20
0.20
0.21
1.13 H
0.60 L
0.89
0.82
1.26
0.95 H
1.05
1.29
0.94
1.19
0.90 H
0.92
0.77
1.29 H
1.12 H
1.08
1.06
0.86
1.15
1.07 H
1.09
1.17
0.88 L
1.20 H
0.97 H
0.96 H
1.26
1.75 H
1.01 L
1.18
1.30 H
1.15 L
1.08
0.87 H
0.86
0.90 H
0.98
P
P
P
P
P
FS
P
P
P
P
P
P
P
P
P
P
P
P
P
AS
P
P
P
P
P
P
P
P
FS
P
P
AS
P
P
AS
AS
AS
3.0-ton
38, C,
39, K,
40, M,
41, K,
42, C,
43, K,
44, C,
45, C,
46, T,
47, T,
D
D
D
D
D
D
D
D
D
D
1990
1990
1995
1996
1997
1997
1998
1999
1999
1999
1.06
1.66 ＊
1.08 ＊＊＊
1.22 ＊＊＊
1.05
1.44 ＊
1.05 ＊＊＊
0.95
0.91 ＊＊＊
0.90 ＊＊＊
1.12
1.41
1.03
2.06
0.97
2.20
1.14
1.02
1.04
0.91
0.94
1.17 L
1.06 H
0.59
1.09
0.66
0.93 L
0.94 L
0.88
0.98 L
0.27 ＊
0.37
0.25 ＊＊＊
0.46 ＊
0.28
0.52 ＊＊
0.27 ＊
0.27
0.29 ＊
0.32
0.24
0.27
0.22
0.34
0.17
0.39
0.17
0.21
0.28
0.24
1.10 L
1.40 L
1.11 L
1.38 H
1.60 L
1.32 H
1.59 L
1.28
1.08
1.32 L
0.18
0.22
0.17
0.24 ＊＊
0.19
0.22 ＊＊＊
0.22 ＊＊
0.15
0.15
0.15 ＊＊＊
0.22
0.26
0.21
0.28
0.23
0.26
0.26
0.19
0.19
0.19
0.98 H
0.94
0.97
1.14
1.15
1.00
1.09
0.94
0.87
1.24 H
P
P
P
AS
P
AS
P
P
P
P
%, #
Machines that are adopted to compare between Old (%) and New (#) group.
p ＜ 0.05, ＊＊ p ＜ 0.01, ＊＊＊ p ＜ 0.001: significant differences between heavy and light drivers by t-test
&
Significant differences between heavy (H) and light (L) drivers (p ＜ 0.05), Letter written shows the larger.
Blank means no significant difference.
$
D: diesel engine, E: electric motor
†
P: all pneumatic tyres, FS: front solid and rear pneumatic tyres, AS: all solid tyres
‡
Not: not adjustable
＊
Not
Not
Not
Not
Not
Not
Not
辻村ほか：フォークリフトの全身振動評価
59
2
はすべてゴム材質で，構造は空気タイヤと固形タイヤの
有意差の有無の間には，関連は認められなかった（χ
2 種類であった．
検定）．前後，左右の方向の加重振動実効値についても
電気モーター車については，抽出できたのはトヨタ製
のみであったので，製造会社間での比較ができない標本
同様に運転者体重要因間の有意差が認められる車両がか
なりあった．
となった．そこで，原動機型式もしくは製造会社の異な
2
awz,Pan の平均値は 1.14 m/s （σ = 0.21），awx,Pan の平
る車両を「型式」として分類することにし，新旧比較を
2
均値は 0.31 m/s （σ = 0.07），awy,Pan の平均値は
行うことにした．
2
0.18 m/s （σ = 0.05）であり，鉛直方向の全身振動値が
約 20 年前の車両（1982 年式）と倉庫の 2 階の作業用
明らかに優勢であった．また，τ z の平均値は 1.01
で階下に移動できず，その 2 階で試験走行した車両の 2
（σ = 0.23），τ x の平均値は 1.30（σ = 0.23），τ y の平均値
台を除外し，型式ごとに新旧同じ標本サイズの抽出を行
は 1.05（σ = 0.18）であり，いずれも振動減衰していな
ったところ，各型式とも新旧 3 台ずつ抽出できた．その
いことを示す値 1 を超えた．
結果，新旧比較については合計 30 台の標本を構成でき
た．なお，新旧群中のそれぞれの型式に含まれる，2 種
類のタイヤを装着した車両台数の分布は同じではなかっ
た．
3．2.5 ton 車と 3.0 ton 車の比較
2.5 ton 車 37 台と 3.0 ton 車 10 台の各方向の加重振動実
効値 awi,j,k,l と個別振動伝達率 τ i,j,l を比較するために，
座席の仕様は，すべて体重による調節機能がある，ば
定格荷重，運転者体重を要因とし，反復因子を連続 5 回
ねやダンパーで構成されたサスペンション座席であっ
の走行として，反復分散分析を行った結果，両群間に有
た．また，座席の振動伝達率が呈示されているものはな
意な差は認められなかった．
かった．2.5 ton 車 37 台中の 7 台が座席サスペンション
の調節機能不全あるいは専用工具紛失のため運転者の体
4．新旧車両，型式間の比較
重に合わせた調節ができなかった．表 1 に示すように，
2.5 ton 車の新旧 15 台ずつの群の各方向の加重振動実
サスペンション調節が不可能な全座席において，少なく
効値 awi,j,k,l と個別振動伝達率 τ i,j,l を比較するために，
とも 1 つの方向について振動伝達率の運転者体重による
新旧，型式，運転者体重を要因とし，反復因子を連続 5
有意差が認められた（t 検定）
．新旧群における座席サ
回の走行として，反復分散分析を行った．その結果を表
スペンション調節が不可能な車両台数の分布は同じでは
2 と 3 に示した．新旧で有意な差が認められたのは，個
なかった．
別振動伝達率のみで，新群の方が伝達率は大きかった．
型式に関しては全方向で個別振動伝達率に有意差が認め
2．試験車両別，運転者体重別の各方向の全身振動値，
振動伝達率
各走行の座面の鉛直方向加重振動実効値について，試
られ，座席面では前後方向のみに，座席取り付け基部で
は鉛直と前後の方向で有意差が認められた．
prEN 13059
26）
計算手続きに従って得られた，全身振
験車両別，運転者体重別に求めた変動係数の推移をみる
動値 awi,Pan（i=x, y, z），座席の振動伝達率 τ i（i=x, y,
と，47 台中 1 台の低体重運転者の場合に 5 回目の走行か
z）を用いて新旧比較を行うために，これらの分布を検
らの 5 回連続走行で初めて 15 ％未満の条件を満たした
討したところ正規分布であることが推測された（K-S 検
以外は，最初の走行からの 5 回の連続走行で，15 ％未
定）ので，新旧，型式を要因として，二元配置分散分析
満の条件を満たした．なお，その測定データ系列におい
を行った．その結果，新旧間で有意差は認められなかっ
ても，前後，左右の方向の加重振動実効値の変動係数は
た．表 3 に示すように，型式に関しては，鉛直方向の座
15 ％以上となる場合が散見された．
席取り付け基部の加重振動実効値および座席の振動伝達
各方向の加重振動実効値および振動伝達率は，試験車
率にのみ有意差が認められた．しかし，等質グループの
両別では正規分布していると推測されたが，全体では正
検定では鉛直方向の座席の振動伝達率においてのみで 2
規分布であるとは推定できなかった（K-S 検定）．
グループに分かれ，電気モーター車が他より大きな値で
型式，運転者体重別に測定・計算された 5 回の各方向
あることが認められた（SNK 検定）．
の加重振動実効値および個別振動伝達率に関する反復分
散分析の結果，試験車両間で有意差が認められた．そこ
5．空気タイヤ車両と固形タイヤ車両の比較
で，試験車両別に，15 ％未満の条件を満たしていた座
2.5 ton 車 37 台について，固形タイヤ車両（n = 7）と
面の鉛直方向の加重振動実効値を運転者体重要因間で比
全輪空気タイヤ車両（n = 30）間で各方向の加重振動実
較したところ，表 1 に示すように，47 台中 30 台で有意
効値 awi,j,k,l と個別振動伝達率 τ i,j,l を比較するために，
差が認められた．運転者の体重に合わせた座席サスペン
タイヤ構造，運転者体重を要因とし，反復因子を連続 5
ション調節の可否と運転者体重要因間の鉛直方向振動の
回の走行として，反復分散分析を行った．その結果，表
産衛誌 47 巻，2005
60
Table 2. Comparison of frequency-weighted root-mean-square acceleration (aw,Pan and aw,Base) and seat transmissibility (τ ) between “Old” (n=15) and “New” (n=15) forklift trucks with 2.5-ton load capacity by
direction
aw,Pan
Vertical
Back-to-chest
Right-to-left
aw,Base
τ
Mean
95%CI
Mean
95%CI
Mean
95%CI
Old
1.16
1.08–1.23
1.15
1.07–1.24
1.08
1.01–1.15
New
1.07
1.00–1.15
1.12
1.04–1.21
0.98
0.91–1.06
Old
0.30
0.23–0.26
0.23–0.26
1.27
0.30
0.28–0.33
0.27–0.32
0.25
New
1.20–1.34
1.16–1.30
Old
0.18
0.16–0.21
0.13–0.18
0.98
0.16
0.15–0.20
0.14–0.19
0.19
New
0.24
0.16
1.23
0.91–1.04
1.02–1.16
1.09
]
＊
＊
p ＜ 0.05 and CI by GLM repeated model. Independent factors: Old/New, types and drivers’ weight.
There are no significances by 2-way ANOVA (independent factors: Old/New and types) to calculations by prEN
13059.
Old: manufactured before 1995, New: manufactured after 1996
Table 3. Comparison of frequency-weighted root-mean-square acceleration (aw,Pan and aw,Base) and seat transmissibility (τ ) of forklift trucks with 2.5-ton load capacity by direction and type (n=30)
aw,Pan
Vertical
Back-to-chest
Right-to-left
aw,Base
τ
Type
Mean
95%CI
Mean
95%CI
Mean
95%CI
A
1.06
0.94–1.18
0.99
0.86–1.13
1.13
1.02–1.25
B
1.14
1.02–1.26
1.12
0.99–1.26
1.05
0.94–1.17
C
1.16
1.04–1.28
1.06
0.93–1.20
＊＊＊
1.13
1.02–1.25
＊＊
D
1.06
0.94–1.18
1.08
0.94–1.22
＋
0.99
0.88–1.10
＋
E
1.16
1.05–1.28
1.43
1.30–1.57
0.85
0.73–0.96
A
0.30
0.26–0.34
0.26
0.24–0.29
1.19
1.08–1.30
B
0.25
0.21–0.29
0.22
0.19–0.25
1.13
1.02–1.24
C
0.32
0.28–0.35
0.22
0.19–0.24
1.47
1.36–1.58
D
0.29
0.25–0.32
0.24
0.21–0.27
1.20
1.09–1.31
E
0.35
0.32–0.39
0.29
0.26–0.31
1.23
1.12–1.34
A
0.18
0.14–0.21
0.17
0.14–0.21
1.21
1.11–1.32
B
0.14
0.10–0.17
0.16
0.13–0.20
0.87
0.76–0.98
C
0.16
0.13–0.20
0.16
0.13–0.20
0.98
0.88–1.09
D
0.19
0.16–0.23
0.18
0.14–0.21
1.08
0.97–1.18
E
0.18
0.14–0.21
0.18
0.14–0.21
1.02
0.91–1.13
＊＊
＊＊
＊＊
＊＊
＊
p ＜ 0.05, ＊＊ p ＜ 0.01, ＊＊＊ p ＜ 0.001 and CI by GLM repeated model. Independent factors: Old/New, types and
drivers’ weight.
+ p ＜ 0.05 by 2-way ANOVA (independent factors: Old/New and types) according to calculations by prEN 13059
Old: manufactured before 1995, New: manufactured after 1996
4 に示すように，座席取り付け基部の鉛直および前後方
のタイヤ構造，製造会社分布が同一となるように抽出し
向の加重振動実効値に関しては有意差が認められ，固形
た新旧車両の標本（それぞれ 11 台ずつ計 22 台）につい
タイヤ車両の方が大きかった．しかし，鉛直方向につい
て，新旧，タイヤ構造，運転者体重を要因とし，反復因
ては個別振動伝達率に有意差が認められ，空気タイヤ車
子を連続 5 回の走行として，反復分散分析を行った．そ
両の方が大きく，座席面の加重振動実効値は固形タイヤ
の結果，表 5 に示すように，左右方向のみに有意差が認
車両の値の方が小さかった．
められ，座席取り付け基部の加重振動実効値では旧群が，
本調査では固形タイヤ車両が新群に多かったので，振
個別振動伝達率では新群が大きな値であった．全身振動
動値の新旧比較を再検証した．2.5 ton 車 37 台の中から，
値 awi,Pan（i=x, y, z），座席の振動伝達率 τ i（i=x, y, z）
型式とタイヤの構造の組み合わせについて，新旧群間で
についての新旧を要因とする分散分析の結果では有意差
辻村ほか：フォークリフトの全身振動評価
61
Table 4. Comparison of frequency-weighted root-mean-square acceleration (aw,Pan and aw,Base) and seat transmissibility (τ ) of forklift trucks with 2.5-ton load capacity by direction and tyre type (n=37)
aw,Pan
Vertical
Back-to-chest
Right-to-left
＊
aw,Base
Tyre type
Mean
95%CI
Mean
95%CI
Pneumatic
1.15
1.09–1.21
1.07
1.01–1.13
Solid
1.09
0.97–1.22
1.47
1.34–1.61
Pneumatic
0.29
0.36
0.27–0.31
0.32–0.39
0.23
Solid
0.21–0.24
0.27–0.32
Pneumatic
0.18
Solid
0.19
p ＜ 0.05, ＊＊ p ＜ 0.01,
vers’ weight.
＊＊＊
]
＊＊
0.29
0.17
0.16–0.19
0.16–0.22
τ
Mean
95%CI
]
1.10
1.04–1.16
0.77
0.65–0.89
]
1.32
1.24–1.40
1.04–1.36
＊＊＊
＊＊＊
1.07
0.16–0.18
0.16–0.22
0.19
1.20
]
＊＊＊
1.01–1.13
0.87–1.11
0.99
p ＜ 0.001 and CI by GLM repeated model. Independent factors: tyre types and dri-
Table 5. Comparison of frequency-weighted root-mean-square acceleration (aw,Pan and aw,Base) and seat
transmissibility (τ ) between “Old” (n=15) and “New” (n=15) forklift trucks with 2.5-ton load
capacity (each group consists of the same number of trucks with solid tyres)
aw,Pan
Right-to-left
Old
New
aw,Base
Mean
95%CI
Mean
95%CI
0.17
0.15–0.19
0.19
0.16–0.21
0.16
0.14–0.19
0.15
0.12–0.17
τ
]
＊
Mean
95%CI
0.96
0.85–1.06
1.15
1.04–1.25
]
＊
＊
p ＜ 0.05 and CI by GLM repeated model. Independent factors: Old/New, tyre types and drivers’ weight.
Old: manufactured before 1995, New: manufactured after 1996
は認められなかった．
のそれぞれを要因とし，反復因子を連続 5 回の走行とす
る反復分散分析を行い，各要因と周波数要因の交互作用
6．座席サスペンション調節機能不全の影響
の有意性を検討した．その結果，表 6 に示すように，座
2.5 ton 車 37 台について，座席サスペンション調節の
席サスペンション調節の可否については座席面鉛直方向
機能不全群と可能群間の，各方向の加重振動実効値
以外では有意でなかった．座席面の鉛直および前後方向
awi,j,k,l と個別振動伝達率 τ i,j,l を比較するために，座席
についてはどの要因でも交互作用が有意であった．
サスペンション調節の可否，運転者体重を要因とし，反
座面と座席取り付け基部の振動のコヒーレンスは各方
復因子を連続 5 回の走行とする反復分散分析を行ったと
向とも 1.0 であったので，振動伝達率を 1/3 オクターブ
ころ，有意差は認められなかった．
帯域別に求め，その結果を図 2 に示した．振動伝達率に
ついては，鉛直方向では，3.2 Hz に最大値（1.5）が認め
7．周波数特性
全体の 3 方向振動の周波数分析結果を図 2 に示した．
振動については，鉛直方向では，4 Hz に最大値が認め
られた．前後方向では，座席面では 4 Hz と 50 Hz に，
られ，2 Hz と 2.5 ∼ 4 Hz では 1 以上であった．前後，左
右方向でも 3.2 Hz に最大値（2.0 および 1.3）が認められ，
全帯域で 1 前後の値であった．
振動伝達率のスペクトルパターンの差異を検討するた
座席取り付け基部については 8 Hz と 50 Hz に極大値が
めに，振動のスペクトルパターンに対すると同様の反復
認められたが，周波数加重をすると低周波数側の極大値
分散分析を行い各要因と周波数要因の交互作用の有意性
が最大となった．左右方向では，50 Hz に最大値が認め
を検討した．その結果，表 6 に示すように，座席サスペ
られた．
ンション調節の可否については有意ではなかった．また，
振動のスペクトルパターンについて，運転者体重間差
を 1/3 オクターブ帯域および運転者体重を要因とし，反
タイヤ構造の組み合わせを調整した新旧比較では水平方
向については有意ではなかった．
復因子を連続 5 回の走行とする反復分散分析で検討した
さらに，同一車両において運転者体重によって振動値
ところ，有意差は認められなかった．そこで，運転者体
に有意差が認められた群について，振動および振動伝達
重要因を無視して，振動のスペクトルパターンについて，
率のスペクトルパターン差の有無を同様の反復分散分析
定格荷重，タイヤ構造，座席サスペンション調節の可否
により検討した．その結果，運転者体重要因と周波数要
産衛誌 47 巻，2005
62
Fig. 2. Spectra of acceleration and seat transmissibility based on CEN prEN 13059
for z-axis/vertical direction (left side), x-axis/back-to-chest direction (middle)
and y-axis/ right-to-left direction (right side) by forklift truck tested (n=47).
, Mean;
, 95% CI.
Table 6. Level of significant differences between spectral patterns of acceleration on the seat pan and at the seat base
and seat transmissibility ( τ ) by axis and specification of the truck
Z
X
Pan
Base
τ
Pan
Load capacity (2.5-ton/3.0-ton)
0.000
0.000
0.003
Tyre (all pneumatic/all or front solid)
Seat adjust ability (enable/disable)
Type
Year manufactured (Old/New)
0.000
0.001
0.000
0.000
0.000
ns
0.000
0.000
0.032
ns
0.000
0.000
Year manufactured (Old/New)＊
0.041
ns
0.000
Y
Base
τ
0.000
ns
0.001
ns
ns
ns
0.000
ns
0.000
0.000
0.000
ns
0.000
0.000
0.000
ns
0.000
0.025
0.000
ns
0.000
0.004
0.000
ns
0.000
0.000
0.000
ns
0.000
0.014
0.000
0.000
ns
ns
0.000
ns
Pan
Base
τ
ns: not significant
＊
Each group consists of the same number of trucks with solid tyres
因の交互作用が認められたのは，低体重運転者の鉛直方
身振動測定を行い，全身振動曝露量や座席の振動伝達率
向振動値の方が大きい場合の座席面振動，高体重運転者
の評価を行った．Bovenzi ら
の鉛直方向振動値が大きい場合の振動伝達率，および低
良姿勢が問題となる港湾運転労働者の健康調査におい
体重運転者の前後方向振動値の方が大きい場合の振動伝
て，7 台のフォークリフトの全身振動を測定した．
達率について交互作用が有意であった．
Paddon ら
30）
は，全身振動曝露と不
31）
は，フォークリフト 11 台を含む様々な車
両 100 台の測定を行った．これらの文献に示された測定
Ⅳ．考察
車両の数と比較して，今回我々の調査した車両台数は
47 台であり，少なすぎるとはいえないだろう．また，
1．試験車両台数
これまでの世界各国の調査報告における測定車両台数
新旧比較に使用した 30 台という標本サイズは，それ以
23）
は，工場や港湾で使われ
上の台数確保が困難な下で止むを得ないものであり，ラ
ていた，定格荷重 2 ton から 5 ton のフォークリフト 25
ンダム抽出であるとは言い難い面があるが，新しいフォ
台を含む，産業用フォークリフト 67 台の実作業中の全
ークリフトの方が旧いものに比べて全身振動が低減され
についてみると，Donati ら
辻村ほか：フォークリフトの全身振動評価
63
ているかどうかを判定することが可能な数と考えられ
る．
フォークリフトの全身振動がトラック，クレーン車，
バスに比べ高い値を示す
16，30，31）
大きな理由は，フォ
ークリフトには車輪と車体の間にサスペンションがない
2．全身振動値
prEN 13059
ことと考えられる．最新のものでは低定格荷重でも，車
26）
は，フォークリフトを含む産業用トラ
体と車室の間に振動減衰器を装備したものもあるが，本
ックの全身振動測定のための試験方法を定めたものであ
調査対象車両でそのようなものはなかった．したがって，
り，この規格の対象となっていた産業車両を用いた，欧
車両内外から発生し運転者に伝播する振動が，その途中
州での実作業中の全身振動測定データを基にして，①再
で減衰されるのは主に座席とタイヤであり，フォークリ
現性の確保，②実作業時振動値の代表性，③振動値の車
フト運転手の全身振動曝露低減のために，それらについ
両間大小関係の作業時と試験時での一致性，④安価，を
ての詳細な検討が必要である．
満たすように検討され，策定されたものである
28）
．し
たがって，試験値から，代表性を満たすと想定される欧
州の作業場でのフォークリフト作業に関する全身振動曝
露が運転者へ与える影響を考察することができる．
ISO 2631-1
3．座席の振動伝達率
本調査で得られた平均振動伝達率から，本調査対象座
席は鉛直方向の全身振動をほとんど減衰していないこと
29）
で定義される Health を計算するために，
が示された．Donati ら
23）
は，測定した産業用フォーク
直交 3 方向の中で優越な方向があるかを EN 1032 24）に
リフトの中の定格荷重 10 ton 以下のフォークリフト 54
基づいて評価した．その結果，すべての車両について鉛
台の 1/3 が，振動伝達率 1 を超えていたことを示した．
直方向振動が優越であったことより，本試験方法による
Padden ら 33）は，フォークリフト 11 台の実作業中の全
Health 値は awz,Pan 値としてよい．運転者がこれらのフ
身振動測定を行い，平均振動伝達率が 0.87（0.46 ∼ 1.17）
ォークリフトを想定した作業場で運転した場合の曝露量
であったことを示した．prEN 13059
を，Health guidance caution zones
29）
を用いて評価す
26）
による試験走行
より厳しい作業環境となる可能性のある実作業での欧州
ると，1 日 8 時間運転した場合については「Health risks」
のフォークリフト座席の振動伝達率や，本調査対象の
の領域に含まれ，1 日 4 時間運転した場合でも，「Health
47 台の中には振動伝達率が 0.8 未満の車両が 11 台（内
risks」と「Potential health risks」の境界付近の値とな
0.7 未満の車両が 4 台）あることから，技術的に全身振
る．つまり，代表性を満たすと想定される欧州の作業場
動の減衰が不可能ではないと考えられる．座席はフォー
では本調査対象のフォークリフトを 1 日数時間運転する
クリフトの機械構造上から振動減衰器として重要であ
だけで，運転者は健康に影響を及ぼすような全身振動曝
り，日本の製造会社には座席改善による全身振動低減に
露を受ける可能性があると考えられる．しかし，この推
対する早急な取り組みが望まれる．
定は欧州での全身振動測定データを基にした試験方法に
より行ったことであるので，日本のフォークリフト作業
について，このような推定が可能となるためには，上述
26）
4．新旧比較
prEN 13059 26）は，実作業時振動値の代表性や振動値
の策定過程と同様に，日本での実作
の車両間大小関係の作業時と試験時での一致性を考慮し
業中の全身振動測定データの調査研究を行い，EN
て策定されたものであるので，本調査結果より，1987
の prEN 13059
13059
27）
の日本への適合性について検討することが必
要である．
年から 2000 年製造のフォークリフトとその座席は，鉛
直方向全身振動の振動減衰能において，1980 年前後の
フォークリフトは，港湾などにある荷役会社だけでは
海上コンテナトラクターの場合
4）
と同じく，製造年の
なく，様々な業種の産業現場において使用されており，
新しいものでも改良されているとはいえないことが示さ
産業社会において欠かすことのできない機械である．日
れた．海上コンテナトラクターの全身振動低減に関する
本産業車両協会の販売統計資料によれば，日本国内の新
調査研究の経験
車販売台数はここ数年，年間十数万台で推移している
32）
．
また港湾で使用される小型フォークリフトの耐用年数
4–7）
から，全身振動の低減により，腰
痛などの筋骨格器系の障害の予防が期待されるので，全
身振動に着目した改善が望まれる．
は，我々が聴取したところ 5 ∼ 7 年程度であった．これ
らから，日本国内で数十万台のフォークリフトが稼動し
5．固形タイヤ
ていると推定でき，同程度のフォークリフト運転手がそ
prEN 13059
26）
策定の報告書 28）には，固形タイヤ車
の作業に従事していると考えられる．したがって，フォ
両の awz,Base は，試験路走行における測定結果から，空
ークリフト運転手の全身振動曝露は日本でも労働衛生上
気タイヤ車両に対して，5 ∼ 15 ％高いことが示されて
の重要問題の 1 つとして考えなければならないことが明
おり，今回の測定結果も同じ傾向が確認された．
らかとなった．
この試験では，段差を乗り越えて走行する場合，固形
産衛誌 47 巻，2005
64
タイヤの振動減衰能は，空気タイヤに比べて低いことが
台のフォークリフトに乗務する場合にも現実的にサスペ
明らかになった．実際のフォークリフト作業では，パン
ンション特性の調節が可能な簡便な方式が，すぐにでも
クなどの問題から固形タイヤにせざるを得ない場合もあ
採用されれば，座席サスペンション特性の不適合による
り，改めて振動減衰における座席の重要性が浮き彫りに
過大な全身振動曝露の危険は解消できるであろう．
なった．今後の新たな調査に際しては，タイヤ構造も要
因として考慮した比較検討ができる計画が必要といえ
7．周波数特性
椅座位人体の共振周波数は 4 ∼ 5 Hz であり，そのた
る．
め，その周波数域では座面から人体への振動伝達率が 1
6．体重による座席サスペンション特性の調節
prEN 13059
26）
の試験条件では，座席サスペンション
を超えるとされている
22，35）
．本調査でも同様の結果が
得られ，条件間でスペクトルに著差は認められなかった．
特性を体重 55 または 98 kg の運転者に合わせて調節し
ばね・ダンパー形式のサスペンション座席では共振周波
なければならないことになっているが，7 台は調節機能
数で良好な振動減衰を得ることは技術的に困難であるた
不全のため，調節できないまま試験走行を行った．つま
め，振動減衰には様々な工夫がなされている．共振周波
り体重による座席のサスペンション調節において，調節
数域の振動は人体への影響が大きいことから，フォーク
機能不全車両が修理もされないまま作業に使われてお
リフトの全身振動の低減を図るために，当該周波数域で
り，また調節は現実的に不可能であることが明らかにな
の振動減衰を重視した，車両や座席の改善が必要である．
った．
prEN 13059
26）
は座席サスペンション特性を調節した
場合，上突き・底突きしないよう考慮されている．本研
究では，体重に合わせた座席サスペンション調節の効果
8．試験方法について
対象となった車両は速度計を有していなかったので，
本調査では運転者の経験と勘で速度制御するしかなかっ
を検証するために，運転者体重間比較を行ったが，鉛直
た．所定速度（10 km/h ± 10 ％）での連続走行が 8 回
方向全身振動値については，47 台中 30 台において運転
に達しない段階で速度制御に失敗した場合，測定は最初
者体重により有意差が認められた．運転者体重により有
からやり直さなければならず，実際の走行回数は 1,100
意差が認められた 30 台のうち 4 台は調節不可の座席が
回をはるかに上回った．さらに持ち帰ったデータを解析
取り付けられた車両であった．これらの有意差には上突
して確認されたフォークリフトの走行速度がわずかに所
き・底突きの有無が関係しているかもしれない．逆に，
定速度を満たしていない場合も散見されたので，再測定
調節不全の座席が取り付けられた車両 7 台中 3 台で，運
を行ったこともあった．同じ理由から連続走行回数につ
転者体重により有意差が認められなかったのは，サスペ
いては 5 回で解析せざるを得なくなった．また，本調査
ンション動作位置が偶然，上突き・底突きしない位置に
では連続走行時の鉛直方向の加重振動実効値の変動係数
留まり，非線形的要因の関与があまりなかったためとも
を実時間で確認できなかったために，連続走行回数を増
考えられる．
やさざるを得なかった．このようなことがないように運
対象港湾現場では，通常 1 台のフォークリフトに複数
転者が運転中に容易に速度を確認できる計器を容易に取
の運転手が乗務している．フォークリフト作業で作業中
り付けられる試験システムの開発が必要である．また，
に運転者が替わる際の体重による座席サスペンション調
速度表示と変動係数確認方法についても改善すれば，試
節は，対象車両ではスパナなどの道具を使わなければな
験効率はさらに向上すると考えられる．
らず，かつ調節に時間がかかることから，運転手は調節
prEN 13059
26）
は試験走行面の平坦度について，試験
せずに乗務していた．実作業中，フォークリフトは厳し
走行時の鉛直方向の座席取り付け基部加重振動実効値が
い環境（荒れた走行面等）の中で操縦されることが想定
2
0.5 m/s 以上の場合，所定速度で，同じ走行路で試験用
され，上突き・底突きが起き人体に悪影響を与えるよう
障害物がない場合の走行時の鉛直方向座席取り付け基部
な全身振動や衝撃を人体に曝露する可能性はきわめて大
加重振動実効値が，試験走行路走行時の場合の 50 ％未
きいと考えられる．そのため，調節機能不全の座席をそ
満であることと定めている．本調査では業務に使用され
のまま使用することは運転者の安全衛生上から許される
ていたフォークリフト車両を対象としたので，時間的制
べきではない．これらの点についても実態に即した座席
約があり，障害物がない場合の測定を全車両では行えな
の改善の必要性が明らかとなった．
かった．しかし，試験を行った 11 ヵ所中，障害物がな
フォークリフト座席には，幅広い体重に対しても良好
い場合の測定を行った 4 ヵ所（車両では，倉庫の 2 階で
な減衰特性をもち，そのため体重による調節が不要なも
試験した 1 台を除く 46 台中 26 台）ではすべて平坦度の
の，または自動調節機能を備えたものの開発が望まれる．
条件を満たしていた．他の試験走行路についても，平坦
Donati ら
34）
が紹介しているような，複数の運転者が 1
度評価を行った走行路と同様に，整備された場所の中で
辻村ほか：フォークリフトの全身振動評価
目視により段差のないところを慎重に選び設営したの
で，平坦度の条件が満たされていたと考えられる．
試験走行の妥当性については，所定速度や鉛直方向の
座面振動において変動係数が条件を満たしていても，前
後・左右の方向において変動係数が 15 ％以上の場合が
かなりあった．そのような条件の下で，鉛直以外の方向
について比較することに問題がないとはいえない．しか
し，海上コンテナトラクターの全身振動測定評価 4）に
おいては，EN 13059
27）
のような厳密な方法がない中で
新旧比較を行い，全身振動の改善が進んでいないことを
明らかにし，車両や港内走行環境の改善を促すことがで
27）
に定められた試験方法は，様々な条
きた．EN 13059
件で使用されているフォークリフトを比較し，全身振動
曝露の低減策を検討するためには有用であった．海上コ
ンテナトラクター改善の教訓を踏まえ，本調査の結果を
参考にして産業車両運転手の全身振動の曝露実態の解明
やフォークリフトの改善が速やかに行われることが望ま
れる．
なお，本調査はドラフト段階の規格 prEN 13059:
1999 26）に基づいて行った．この規格は 2002 年に正式規
格 EN 13059
27）
として発行されているが，本調査で用
いた試験方法に関する変更はなかった．
Ⅴ．結論
鉛直方向全身振動に関して，フォークリフトは改良が
必要である．特に座席は，有効に振動減衰していないこ
とが明らかとなり，椅座位人体の共振周波数域 4 ∼ 5 Hz
の減衰や体重による減衰特性調節等の観点からの大幅な
改良が望まれる．
今後，車両だけでなく作業環境の評価や作業に起因す
る全身振動と作業内容の関係の詳細な検討を行うこと
が，フォークリフト運転労働者の健康障害予防のための
課題として挙げられる．
謝辞：本測定調査の実施に，多くの苦労と時間をさい
て，ご協力いただいた全日本港湾労働組合関西地方本部
の方々，ならびにフォークリフトの貸与にご理解いただ
いた港湾の各事業所の関係者に深謝いたします．また，
本測定調査の実施にご協力いただいた滋賀医科大学予防
医学講座の北原照代氏，大学院学生冨岡公子氏に感謝い
たします．
文献
1）西山勝夫，垰田和史，渡部眞也．乗用農業機械運転座席の
全身振動レベル．第 41 回日本農村医学会総会 1992.
2）西山勝夫，北原照代，垰田和史，立入理恵子．トラック運
転手の労働実態と健康状態―質問紙法による全国調査結果
―．産衛誌 1998; 40: 356.
3）佐藤修二，垰田和史，若葉金三，北原照代，西山勝夫．北
65
海道における長距離トラック運転手の血圧・心電図動態．
産衛誌 1999; 41: 206–216.
4）中田実，西山勝夫．海上コンテナ・トラクタ運転労働と
腰痛―全身振動曝露との関連の検討―．産業医学 1986;
28: 341–351.
5）中田実，西山勝夫．海上コンテナ・トラクタ運転労働と
腰痛―問診と検診所見から見た腰痛像の検討―．産業医学
1987; 29: 279–291.
6）中田実，西山勝夫．海上コンテナ・トラクタ運転労働と
腰痛―腰痛等の発症の人間工学的要因の検討―．産業医学
1988; 30: 28–45.
7）Nishiyama K, Taoda K, Kitahara T. A decade of improvement in whole-body vibration and low back pain for
freight container tractor drivers. J Sound and Vibration
1998; 215: 635–642.
8）中務善夫，水野洋．神戸港に於けるフォークリフト労働
者の健康障害について．産業医学 1970; 12: 298–299.
9）水野洋，中務善夫．フォークリフト運転労働者の健康障
害（その 1）．産業医学 1971; 13: 309–310.
10）水野洋，中務善夫．フォークリフト運転労働者の健康障
害（その 2）．産業医学 1971; 13: 310–311.
11）渡部眞也，桜井逞二朗，福地保馬，若葉金三，伊藤史子．
災害科学に関する委託研究の実績報告書 1971.
12）週刊労災．東京：労災保険研究所，1971（10 月 22 日）;
598: 1–1.
13）Brendstrup T, Biering-Sorensen F. Effect of fork-lift
truck driving on low-back trouble. Scand J Work Environ
Health 1987; 13: 445–452.
14）Boshuizen HC, Bongers PM, Hulshof CTJ. Self-reported
back pain in fork-lift truck and freight-container tractor
drivers exposed to whole-body vibration. Spine 1992; 17:
59–65.
15）西山勝夫，垰田和史，北原照代．阪神地区港湾フォークリ
フト作業者の全身振動曝露と自覚症状．第 38 回近畿産業
衛生学会 1998; 30–31.
16）Johanning E. Evaluation and management of occupational
low back disorders. Am J Ind Med 2000; 37: 94–111.
17）垰田和史，辻村裕次，北原照代，西山勝夫．回転座席使用
によるフォークリフト運転者の身体負担軽減効果の検討．
産衛誌 2002; 44: 180–187.
18）http://www.acroba.net/
19）Bovenzi M, Hulshof CTJ. An update review of epidemiologic studies on the relationship between exposure
to whole-body vibration and low back pain. J Sound and
Vibration 1998; 215: 595–611.
20）Lings S, Leboeuf-yde C. Whole-body vibration and low
back pain: a systematic, critical review of the epidemiological literature 1992–1999. Int Arch Occup Environ
Health 2000; 73: 290–297.
21）Wilder DG. The biomechanics of vibration and low back
pain. Am J Ind Med 1993; 23: 577–588.
22）Pope MH, Wilder DG, Magnusson M. A review of studies on seated whole body vibration and low back pain.
Proc Inst Mech Eng [H] 1999; 213: 435–446.
23）Donati P, Boulanger P. Fork-lift trucks: Elaboration of a
laboratory method for evaluating seat vibration isolating
産衛誌 47 巻，2005
66
efficiency. Paper to Anglo-French Vibration Meeting and
UK Informal Group Meeting on Human Response to
Vibration 1991.
24）European Committee for Standardization. Mechanical
vibration —Testing of mobile machinery in order to
determine the whole-body vibration emission value—
General. European Standard EN 1032, 1996.
25）European Committee for Standardization. Mechanical
vibration —Testing of mobile machinery in order to
determine the whole-body vibration emission value—
General. Amendment 1. European Standard EN 1032/A1,
1998.
26）European Committee for Standardization. Safety of industrial trucks —Test methods for measuring vibration.
Draft European Standard prEN 13059, 1999.
27）European Committee for Standardization. Safety of industrial trucks —Test methods for measuring vibration.
European Standard EN 13059, 2002.
28）Donati P. Safety of industrial trucks —Test methods for
measuring vibration. Transparencies presented during
the 10th meeting of CEN/TC 150/WG 8, 1998.
29）International
Organization
for
Standardization.
Mechanical vibration and shock —Evaluation of human
exposure to whole-body vibration— Part 1: General
requirements. ISO 2631–1, 1997.
30）Bovenzi M, Pinto I, Stacchini N. Low back pain in port
machinery operators. J Sound and Vibration 2002; 253:
3–20.
31）Paddan GS, Griffin MJ. Evaluation of whole-body vibration in vehicles. J Sound and Vibration 2002; 253: 195–213.
32）社団法人日本産業車両協会企画調査委員会．2003 年のフ
ォークリフトの動向について―国内生産・国内市場編―．
産業車両 2004; 3: 1–4.
33）Paddan GS, Griffin MJ. Effect of seating on exposures
to whole-body vibration in vehicles. J Sound and
Vibration 2002; 253: 215–241.
34）Donati P, Patel JA. Subjective assessment of fork-lift
truck seats under laboratory conditions. Appl
Ergonomics 1999; 30: 295–309.
35）Pope MH, Magnusson M, Wilder DG. Kappa Delta
Award. Low back pain and whole body vibration. Clin
Orthop 1998; 354: 241–248.
Evaluation of Forklift Trucks Operated in Dockyards for Reducing Exposure to
Whole-Body Vibration
Hiroji TSUJIMURA, Kazushi TAODA and Katsuo NISHIYAMA
Department of Preventive Medicine, Shiga University of Medical Science, Seta Tsukinowa-cho, Otsu, Shiga 520-2192, Japan
Abstract: Our preceding study revealed that many forklift truck drivers in Japanese dockyards suffer from fatigue
symptoms such as low back pain (LBP). It has been suggested that exposure to whole-body vibration (WBV) is a
cause of their LBP. Using forklift models manufactured
from 1982 to 2000, we measured and evaluated the vibration of forklift trucks operated in dockyards, adopting
experimental procedures based on the European Standard.
We investigated various factors related to WBV, with the
main focus on attenuating seat vibration. This study
showed that (1) the seats did not attenuate vibration in
the vertical direction, (2) forklift trucks and their seats
had not improved in terms of WBV attenuation for a
decade, (3) some forklift trucks in which the seat suspension could no longer be adjusted to the driver's weight
continued to be used without being repaired, and impractical seat adjustment methods were adopted, and (4) the
seats did not attenuate vertical vibration well in the most
undesirable frequency range. We conclude that forklift
trucks and especially their seats should urgently be
improved with regard to WBV attenuation in order to prevent LBP in forklift truck drivers.
(San Ei Shi 2005; 47: 55–66)

Download Report